一级带式运输机传动装置机械设计课程设计

机械设计课程设计计算说明书设计题目：设计带式运输机传动装置姓名：、学号：班级：成绩：指导教师：完成时间：21机械设计课程设计任务书班级：姓名：学号：设计题目：设计带式运输机传动装置运动简图：工作条件及原始数据：电动机驱动，工作寿命8年（每年工作300天、两班制、每班8小时），带式输送机工作载荷平稳，单向运转。输送带拉力F＝1.4kN；输送带速v＝1.55m/s；滚筒直径D＝250mm设计工作量：1.减速器0#装配图1张（0#坐标草图一同交上）22.主要零件图2～3张（输入轴、输出轴、大齿轮，均为3#白图）3.设计说明书1份（手写、打印均可）完成时间：3目录1、传动方案拟定………………………………………………………32、电动机的选择………………………………………………………33、计算总传动比及分配各级的传动比………………………………54、运动参数及动力参数计算…………………………………………65、传动零件的设计计算………………………………………………76、轴的设计计算………………………………………………………147、滚动轴承的选择及校核计算………………………………………208、键联接的选择及计算………………………………………………219、箱体结构的设计……………………………………………………2210、润滑密封设计……………………………………………………2511、联轴器设计………………………………………………………2512、设计参考资料……………………………………………………2613、设计小结…………………………………………………………264计算过程及计算说明结果一、传动方案拟定第七组：设计带式运输机传动装置1、工作条件：使用年限8年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。2、原始数据：滚筒圆周力F=1400N；带速V=1.55m/s；滚筒直径D=250mm。3、传动简图：图一二、电动机选择1、电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：3、传动装置的总功率：ηa=η带×η3轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒F=1400NV=1.55m/sD=250mm5=0.95×0.993×0.97×0.99×0.96=0.8494、电机所需的工作功率：Pw=FV/1000=1400×1.55/1000=2.17KWPd=Pw/η总=2.17/0.849=2.56KW5、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=60×1000V/πD=60×1000×1.55/（π×250）=118.47r/min按手册表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I齿轮=3~5。取V带传动比I带=2~4，则总传动比理时范围为Ia=6~20。故电动机转速的可选范围为nd=Ia×n筒=（6~20）×118.47=711~2374r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。根据容量和转速，由有表19-1查出适用的电动机型号：η总=0.849Pw=2.17KWPd=2.56KWn筒=118.47r/min6方案电动机型号额定edPKw电动机转速n(r/min)同步转速满载转速1Y100L2-43150014402Y132S-6310009603Y132M-83750710综合考虑多方面因素，选择第二种方案，即选电动机型号为Y132S-6，则电动机的技术参数如下表：方案电动机型号额定功edPKw电动机转速n(r/min)同步转速满载转速2Y132S-6310009606、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S-6。其主要性能：额定功率：3KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/118.47=8.102、分配各级传动比据指导书表2-1，取齿轮i齿轮=4（单级减速器i=3~5电动机型号Y132S-6i总=8.107合理）∵i总=i齿轮×i带∴i带=i总/i齿轮=8.10/4=2.025四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速n电机=960r/minnI=n电机/i带=960/2.025=474.07(r/min)nII=nI/i齿轮=474.07/4=118.51(r/min)2、计算各轴的功率（KW）P电机=2.56KW输入轴：PI=P电机×η带×η轴承=2.56×0.95×0.99=2.41KW输出轴：PII==2.56×0.95×0.992×0.97=2.31KW滚筒轴：PIII=η带×η3轴承×η齿轮×η联轴器=2.56×0.95×0.993×0.97×0.99=2.27KW4、计算各轴扭矩（N·mm）TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.41/474.07i齿轮=4i带=2.025n电机=960r/minnI=474.07r/minnII=118.51r/minP电机=2.56KWPI=2.41KWPII=2.31KWPIII=2.27KW齿轮轴承带电机2p8=48549N·mmTII=9.55×106PII/nII=9.55×106×2.31/118.51=186149N·mmTIII=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.27/118.47=182987N·mm轴的明细表：轴名功率P（KW）转矩T（N·mm）转速r/min传动比电动机轴2.56254679604Ⅰ轴2.4148549474.07Ⅱ轴2.31186149118.512.025卷筒轴2.27182987118.47五、传动零件的设计计算1、皮带轮传动的设计计算（1）、选择普通V带截型由课本表2-10得：ka=1.1TI=48549N·mmTII=186149N·mmTIII=182987N·mm9PC=KaP=1.1×2.56=2.82KW由课本2-17得：选用A型V带（2）、确定带轮基准直径，并验算带速推荐的小带轮基准直径为≥75mm则取dd1=125mmdd2=n1/n2·dd1=960/474.07×125=253mm取dd2=250mm实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×125/250=480r/min传动比误差为：（i。—i）/i=2.025-2/2.025=0.01250.05(允许)带速V：V=πdd1n1/60×1000=π×125×960/60×1000=6.28m/s在5~25m/s范围内，带速合适。（3）、确定带长和中心矩0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)0.7(100+200)≤a0≤2×(100+200)所以有：262.5mm≤a0≤750mm初选a0=600mmL0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0=2×600+1.57(125+250)+(250-125)2/4×600PC=2.82KWdd1=125mm取标准值dd2=250mmn2’=480r/minV=6.28m/s取a0=60010=1795.26mm取Ld=1800mma≈a0+Ld-L0/2=600+（1800-11795.26）/2=602.37mm(4)验算小带轮包角α1=1800-（dd2-dd1）/a×57.30=168.101200（适用）（5）确定带的根数根据课本表（2-5）P0=1.37KW根据课本表（2-7）△P0=0.11KW根据课本表（2-9）Kα=0.974根据课本表（2-2）KL=1.01Z=PC/(P0+△P0)KαKL=2.82/(1.37+0.11)×0.974×1.01=1.87根Z=2根(6)计算轴上拉力由课本表2-1查得q=0.1kg/m，由式单根V带的初拉力：F0=)15.2(ZV500PCK+qV2=[28.6282.2500×(2.5/0.974-1)+0.1×6.282]N=177.33NLd=1800mma=602.37mmP0=1.37KW△P0=0.11KWKα=0.974KL=1.01Z=2根F0=177.33N11则作用在轴承的压力FQFQ=2ZF0sinα1/2=2×2×177.33sin（168.1/2）=705.51N2、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为241~286HBW，取260HBW。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度197~255HBW，取230HBW；选8级精度。(2)确定许用应力确定有关参数如下：传动比i齿=4取小齿轮齿数Z1=24。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=4×24=96齿数比：u=i=4查表4.19—3得：αHlim1=710MpaαHlim2=580Mpa查表4.21—3得：αFlim1=600MpaαFlim2=450Mpa查表4—10得：SHlim1=1.1FHlim1=1.25N1=60×474.07×8×300×12=8.19×108N2=N1/u=2.05×108查图4—20ZN1=1.016ZN2=1.068FQ=705.51Ni齿=4Z1=24Z2=96u=4N1=8.19×108N2=2.05×108ZN1=1.016ZN2=1.06812查图4—22YN1=0.872YN2=0.898查图4—23YX1=YX2=1[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=（710×1.016/1.1）Mpa=655.78Mpa[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=（580×1.068/1.1）Mpa=563.13Mpa[σF]1=σFlim1YX1YN1/SFmin=（600×0.872/1.25）Mpa=418.56Mpa[σF]2=σFlim2YX2YN2/SFmin=（450×0.898/1.25）Mpa=323.28Mpa(3)按齿面接触疲劳强度设计1、转矩T1TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.41/474.07=48549N·mm2、初步算小齿轮的直径d1≥Ad3211uuTHd取Ad=96d=1d1≥963211uuTHd=55.24mm取d1=60mm则齿宽B1=d×d1=60mm2、按齿面接触疲劳强度设计[σH]1=655.78Mpa[σH]2=563.13Mpa[σF]1=418.56Mpa[σF]2=323.28MpaT1=48549N·mmd1=60mmB1=60mm13d1≥321)(12HHEdzzzuuKTKA=1.5设计齿轮精度等级为8级，V=smnd/49.110006007.4746010006011取Kv=1.02d=1查图4.12，取K=1.0529.406060/4854925.1/211bdTKbFKAtA表4—5K=1.1K=KAKvKK=1.5×1.02×1.05×1.1=1.774、计算齿面接触应力查图4.14得HZ=2.5查表4—6得EZ=189.8MPa=)961241(2.388.1cos)11(2.388.121ZZ=1.713Z=93.03713.1434d1≥321)(12HHEdzzzuuKT=32)13.56393.08.1895.2(4514854977.12=50.83mm模数：m=d1/Z1=50.83/24=2.12mm取标准模数：m=2.5mmd1=m×Z1=60mm1B=60mmKA=1.5Kv=1.02K=1.05K=1.1K=1.77HZ=2.5EZ=189.8MPa=1.713Z=0.93m=2.5mmd1=60mm1B=60mm14(4)校核齿根弯曲疲劳强度有图4.18查得1FaY=2.581FaY=2.22有图4.16查得1SaY=1.622SaY=1.75因=1.713所以得Y=0.25+0.75/=0.25+0